多層板刨床結構方案對比計算設計11000字【論文】

多層板刨床結構方案對比計算設計目錄 1.1木工機械的發展現狀 21.2設計課題的提出及結構設計的意義 2 2.1多層板刨床的黑箱圖 32.2形態學矩陣 42.3初步方案的確定 52.4方案優選及選擇計算 5 6 73.1單面壓刨床的基礎參數 7 7 73.2.2刨削原理及其表面質量的影響因素 83.3主要技術的實現 9 93.3.2多層板刨床進料輥筒的結構設計 3.3.3升降工作臺的設計與實現 4.1電動機的選擇 4.2機械傳動的總體設計計算 4.4齒輪傳動的設計計算 4.4.1確定齒輪的材料及齒數 4.4.2計算齒面接觸疲勞強度 4.4.3計算齒根彎曲疲勞強度 214.4.4確定傳動尺寸 234.5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸 234.5.6齒輪的潤滑 4.6軸的設計計算 28 28 2921.1木工機械的發展現狀木制機械，是將原木通過剖刀加工為木制品所使用的一種機械切削加工工藝裝置，單面木工壓刨床的發展注入了新的活力，品種不械設備的要求，也帶動了單面木工壓刨床的設計優化和進步，使單針對當前市場上的產品存在的問題：機械產品體積過大，操作料、出料。更加符合生產生活的需要。并且該設計有可升降的平臺進行一定范圍的刨削，使木料的加工范圍更大。設計所提出的多層板刨床的結構相較于當前市場上現有的產品，結構更加簡單，工作人員操作方便，不易出現問題，若是出現，也能較快和輕易對其維木工刨床按不同的工藝用途，木工刨床可分為：平刨床、壓刨床(單、雙面壓刨床)、三面刨床、四面刨床和精光刨床等。對多層板加工的刨床一般采用壓刨床，且此設計的要求只需使其上平面能夠加工平整，故采用單面壓刨床。故進行此設計使其能完成給定的功能要求，也能完成更多的工業要求。壓刨類的機床是木工加機械設備中生產使用量較多的一類機床。根據相關的調查統計，僅僅是單面木工壓刨床產品就占整個木工加工機械設備的10%左右。現存市面上比較常見的大都是一些型號老舊的加工機械設備，已經有些機床無法滿足當前社會的生產生活需求。該設計的新型刨床有了不同于舊時機床的一些優點，能夠使木料的加工更便利，且體積較小，操作方便，能夠加工一定范圍內的木料，使其上表面光潔。2.1多層板刨床的黑箱圖給定的任務是對多層板刨床進行結構設計，按照刨削的工藝要求、進料速度、將待加工的材料放在可升降托平臺上，利用傳動系統將材料輸送到主刨刀軸處進行加工，滿足生產要求。需要我對該刨床進行總體設計、傳動設計、機架等主要零部件結構設計計算等。整機設計操作方便，符合人體工程學，噪聲較小。刨床的總體方案分析，包括對社會、環境、法律法規和安全等因素的考慮。刨床傳動系統、工作系統設計、主要零部件設計、計算與分析。主要內容包括整機結構及工作原理、基本結構、工作原理、動力傳遞、關鍵部件結構設計。設計任務抽象化的一種方式，是用黑盒子圖來表達設計任務要求，黑箱圖是只了解輸入量與輸出量，而不了解其內容機構的方式表述設計任務的另一種模式，用黑盒明確表達了設計任務的基本功能要求與主要約束條件。設計流程是逐步揭開黑箱，進而確定該設計的內部結構，把輸入量轉變為實際輸出的步驟。其多層板刨床黑箱圖如下圖2.1:4噪聲振動多層板刨未加工的粗糙木料〉床(黑箱)驅動信息------→加工完成的木料機構能量顯示信號濕度溫度2.2形態學矩陣功能載體，是指進行功能轉換的實體結構。通過同一功能轉換，人們可以找到不同的功能載體。功能載體的各種集合將獲得不同的總體方案，并使用形態學方式構建形態學矩陣。形態學矩陣把系統中的所有或各功能都視為目標標記，各功能的不同解法則作為目標特征如下表2.1:分功能123置)B(傳動裝置)鏈傳動皮帶傳動齒輪傳動C(送、出料)輥筒D(升降平臺)E(固定物料)F(機架材料)鑄造碳鋼2.3初步方案的確定的環境條件、和安裝各個零部件的具體位置、查閱借鑒出2至3個較為可行的方案，然后再用加權評分的方法選出最優方案。最終根據設計的2.4方案優選及選擇計算確定各評價指標在系統中重要度并且分配權重W;,權重W一般可用0~1的正實數B可靠性B?便捷性B?為了評價更加直觀，值用矩陣形式表示。S值大的方案及為確定的最終的優6選方案。綜合評分S;權重W;方案111高，使用壽命長，運行成本低，因此作為多層板以宜選擇手動式升降的結構。固定物料的方式采方案。本章主要對多層板刨床運用了黑箱圖和形態學矩陣，對筒，手動控制升降臺作為機床的最終方案.最大刨削寬度300mm、最大刨削量4mm。最大加工截面尺寸1000×300mm,進料、出料速度：8m/min,設計進給輥筒的直徑60mm,刨刀軸轉速5500r/min。3.2單面壓刨床的原理和總體設計3.2.1多層板刨床的工作原理圖3.1是多層板刨床的結構示意圖，未加工的木料是圖中1,被壓緊在工作臺8上，通過圖中2止退爪卡緊未加工的木料，可以起到防止木料在刨削時反方向退出的作用，8形輥筒3可以增加與木材接觸的摩擦力，使木料的進給更加平穩高效；4是前壓緊器，可以起到壓緊木料，使木料緊貼升降工作臺表面提高加工精度；圖中5是刨刀主軸通過傳動系統傳遞的電動機動力帶動旋轉，做刨削運動，從而對未加工工；后壓緊器6與前壓緊器4作用相同，均可以壓緊木料防止加工時跳動，7是出料光輥筒與進料輥筒3作用相同均是帶動木料前進，但出料輥筒7所處位置是已加工后的木故此設計的刨削深度定位3mm,(要求：刨削深度控制在1-5mm)。原理一般是刨刀運動而木料固定。另一種是通過刨刀主軸的3.3主要技術的實現3.3.1刨床的結構原理如圖3.2所示，此設計的主要刨削工作系統中，是由電動機產生驅動力進而帶動帶如圖3.3所示，該刨床的進料、出料系統通過刨刀主軸的旋轉刨削運動的動力來帶傳動進行減速傳動，使進料、出料輥筒能夠該設計的要求8m/min的進料、出料速度。3.3.2多層板刨床進料輥筒的結構設計該設計要求滿足8m/min的自動進料要求，實現該功能要求的結構設計是電動機通過升速帶傳動給刨刀主軸，再經過多級降速帶傳動和齒輪傳動的傳動裝置將電動機的動力傳遞給進料、出料輥筒，從而使輥筒能夠進行旋轉，最后再通過壓緊器和輥筒壓緊木料，使木料與輥筒間的摩擦力增大，能夠帶動加工的木料前進，達到所要求8m/min的自動進料速度要求。在該設計中，位于刨刀主軸前的一般是安裝的具有齒形的進料輥筒，齒形可以增加與木料之間的摩擦力，使木料的運送更加平穩，因為此處位于刨刀主軸之前，不影響加工后木材的表面質量，所以是直接壓在未加工的木料上的。同時為了滿足更多多層板刨床的效率，進料輥筒設計為分段型的，此種設計可以同時進料不同厚度的木料，提高了加工效率。對于進料輥筒的分段式設計，圖3.2中進料齒形輥軸3通過旋轉來擠壓進料齒形輥膠芯2,使進料輥膠芯2再擠壓帶動進料輥筒旋轉，從而能夠自動進料。進料輥膠芯2選擇的說具有彈性的材料。3.3.3升降工作臺的設計與實現由參考文獻[13],借鑒刨床的升降臺的設計，加工木料的表面精度與升降工作臺的基準表面精度緊緊相關，為了使多層板刨床的加工精度符合要求，故要設計合理的升降工作臺，提高升級工作臺的基準平面的精度。升降工作臺連接結構如同3.3,升降臺主要是利用機座上兩個梯形螺母固定，同時達到調整平行度的要求。當升降臺出現傾斜扭曲時，可通過松動固定螺絲，對梯形螺母進行調整，從而達到對平臺進行微調的目的，達到要求后對梯形螺母檢查測量后固定，從而完成對升降臺平行度的調整。該設計采用了常用的絲桿升降結構進行升降。由于升降空間不大，且絲桿較難加工，故升降結構采用雙絲桿結構。如圖3.4,升降工作臺的升降運動，是由操作人員轉動手輪，從而帶動與手輪相連的鏈輪，通過蝸輪蝸桿將力傳到兩個絲桿上，從而達到工作臺進行高度調節的目的。圖3.4升降工作臺4.1電動機的選擇選擇合適的電動機的需要先確定該設計的刨削功于自動進料機構是該設計的一個重要的部分，保證8m/min的自動進料、出料是該設計寬300mm、高180mm,加工木料的密度取為0.5g/cm3,傳送需加工的木料主要依靠摩擦力，計算進料輥筒與需加工木料之間的摩擦力f=4000N,由此求得傳送木料產生的力矩各級功率傳動率齒輪為0.98,帶輪為0.94。所以最后需要功率P=0.65KW。按公式F=K?K?KwKBH式中F為切削力；K。為單位切削力，查取為4.20N/mm2,K,為材料修正系數，查取為1.0,Kw為木材含水率修正系數，查取為1.0,K,為木材水熱處理溫度系數，查取為1.0,B為刨削寬度，取為300mm。H為薄板厚度，取為4mm.算得F=5.04kN,切削功率P?=T×n/9549=5.04*40*5500/9549=1.54kW,傳動效率取0.94,所以切削功率P?1.65kW。之和P=P+P?=0.65+1.65=2.30KW,為了保證產品的安全性和可靠性，考慮1.5倍的安全系數計算得到最終的總功率3.4kW。根據設計手冊，電機總功率為4kW。根據查閱資料和調查可知，選取所需電機功率是380V/4KW,選擇電動機型號為Y112M-2;轉速為2890r/min。最大外形尺寸為515×280×315.4.2機械傳動的總體設計計算本課題設計的多層板刨床的加工范圍較大，影響刨削力設計刨刀主軸轉速取為5500r/min,查閱現存市場的同類刨床可知刨刀主軸線速度均高于25m/s,由公式計算：算出進料、出料8m/min的輥筒轉速：該設計的主要設計計算部分包括電動機到刨刀主軸的多級減速的各級傳動比的分配，直接影響機器的承載能力和是用壽命，故需要合理的分配和選擇傳動比，選擇傳動比時，應按照“前大后小”(即由高速級向低速級逐漸增大)、“前密后疏”的原則分配傳動比，且相鄰兩級差值不因過大，這樣設計結構較為緊湊，增速傳動也可按這一原則分配。同時帶傳動的傳動平穩，可以較遠距離傳動，故在高速旋轉的刨刀主軸兩端均可選用帶傳動。在降速傳動鏈中，采用先經過兩級帶傳動進行降速傳動，使傳動平穩后，再采用齒輪傳動到進料、出料輥筒之上。使該設計的單面平板壓刨床使用壽命更長，齒輪傳動和帶傳動不易出現缺陷和故障。表4.1各級傳動速比表一級傳動二級傳動三級傳動四級傳動五級傳動皮帶傳動皮帶傳動齒輪傳動齒輪傳動齒輪傳動傳動比本設計的帶傳動包括電動機到刨刀主軸的升速傳動以及刨刀主軸到進料、出料輥筒減速傳動系統所包含的兩級。其中第一根帶傳動為電動機到主軸的升速傳動，根據傳動比公式4.3可計算得出：設計功率Pd(kW)Pa=KP=1.2×4=4.8式中K根據參考文獻[1]表13-1-11,取為1.2;該設計所選電動機的功率P為4kw;帶傳動所用皮帶的型號根據圖13-1-2,皮帶型號選為z;大帶輪轉速n?已知，小帶輪轉速n已知；根據表13-1-40選取大帶輪節圓直徑dp?,dp?2=75mm;由公式(4.5)計算其中彈性滑動系數ε一般取0.0.1-0.02,此處取為0.01;由公式計算皮帶速度v,式中所需數據均已知可直接帶入；本設計的皮帶輪帶速v=21.59m/s,查閱文獻資料可知，普通V帶最大速度處于25到30之間，故此帶速符合帶速要求。根據設計的結構要求，先暫定兩升速帶傳動的帶輪之間的中心距ao=600根據公式(4.6)計算皮帶的基準長度La,公式中其他數據均已知，帶入公式計算查表13-1-18;故此V帶的基準長度Lao=1420mm根據公式(4.7)計算兩帶輪的實際中心距，公式中其他數據均已知，帶入公式計根據公式(4.8)計算兩小帶輪的包角α,公式中其他數據均已知，帶入公式計算由計算可知，該小帶輪的包角α?為173.7°,符合不低于120°的需用范圍。查表13-1-18,根據已有數據大帶輪節圓直徑dp?、大帶輪轉速n?、和選取的帶型z。由表13-1-18,根據已有數據大帶輪轉速n?、傳動速比i=0.53和選取的帶型z根據公式(4.9)計算應用皮帶的數量根據表13-1-21,查包角修正系數表，k。取為0.96;根據表13-1-22,查帶長修正系數表，kL取為1.06;為了帶傳動的安全和平穩，故應向上取整，帶的數量取為3.根據公式(4.10)計算單根帶的初張緊力，其中設計功率Pa、帶的根數z、皮帶的速度v、包角修正系數k。均已知帶入即可。根據表13-1-23,可以查的選取的普通V帶根據已知的小帶輪包角α?、所用帶的根數z和單根帶的初張緊力F?小帶輪采用實心輪，大帶輪采用輻板輪且輻板為20mm,槽型均用Z型，兩帶輪的基準寬度為12mm。4.4齒輪傳動的設計計算濟性要求等。作為齒輪傳動所用的齒輪，需要有韌性好，強度可以對選用材料進行熱處理，通過查閱文獻，可知鋼材剛好滿足上45鋼來傳動齒輪。4.4.1確定齒輪的材料及齒數②無特殊要求和功能，按常規選用7級精度。硬度。故選擇45鋼來制造傳動齒輪。選用280HBS的45(調質)來制造小齒輪，240HBS的45(調質)來制造大齒輪。④根據公式(4.11)計算大齒輪齒數Z?同時查閱文獻，先選取Z?作為小齒輪齒數，4.4.2計算齒面接觸疲勞強度根據式(10-11)根據公式計算小帶輪所受扭矩，公式中功率p以及轉速n均已知帶入即可NL?=60njLn=60×966×1×24×300×15=9.331×1小齒輪的接觸疲勞系數KHN為0.86;大齒輪的接觸疲勞系數KHI?為0.9.根據公式(4.12),其中K,查閱文獻選取為1.3,齒寬系數φa取為1,區域系數Z。取為2.49,制造齒輪的材料彈性影響系數ZE取為189.8√MPa,以及其他已知數1)對初算的小齒輪分度圓直徑進行調整修改根據初算小齒輪分度圓直徑d,和小齒輪轉速n,帶入計算可得，根據小齒輪分度圓直徑d和齒寬系數φa,帶入計算齒寬得，由查閱資料表10-2,使用系數K取為1,動載系數K,取為1.09帶入已知數據，算得齒輪的圓周力查得齒間載荷分布系數KHa為1.2、齒向載荷分布系數KHβ為1.418.根據已知得數據，帶入公式，可算得實際載荷系數KH.帶入小齒輪分度圓直徑與小齒輪齒數，計算該齒輪模數4.4.3計算齒根彎曲疲勞強度齒根彎曲疲勞強度的公式如下為滿足要求，應使齒根彎曲疲勞強度小于許用彎曲疲勞強度齒寬b=b?=44mm齒形系數Ya和應力修正系數Ysa:小齒輪齒形系數YFa?=2.43;小齒輪應力修正系數Ysa?=1.66小齒輪齒形系數YFa=2.12;小齒輪應力修正系數Ysa=1.86K:t初選為1.3帶入已知數據，公式計算重合度系數Y。圓周速度v和齒高h。h=(2ha*+c*)×m=(2×1+0.25)×小齒輪齒根彎曲疲勞極限oim=500Mpa;彎曲疲勞系數KFN?=0.86由公式計算，其中疲勞彎曲安全系數S取為1.25,帶入各自的齒根彎曲疲勞極限和故可以采用7級精度小齒輪齒數z?=20,大齒輪齒數z?=78,大、小齒輪模數m=4,壓力角α=20°,兩齒4.4.4確定傳動尺寸小齒輪分度圓直徑：d?=Z1m=2大齒輪分度圓直徑：d?=Z?m=684.5.5計算齒輪傳動其它幾何尺寸齒頂高：ha=mhan=4×1=4mm齒根高：h?=m(han+cn)=4×(1+0.25)=5mm小齒輪齒頂圓直徑：da1=d?+2ha=80+2×4=88.00mm4.5.6齒輪的潤滑4.6軸的設計計算刨刀主軸功率P=3.3kW;主軸轉速n=5500r/min;主軸轉矩T=100Nm先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45#,硬度為280HBS,根據表10-1,取3)軸的結構設計圖為了滿足小帶輪的軸向定位要求，故d??=73mm。帶輪與軸配合的輪轂長度L=20mm,4)選用深溝球軸承。并根據該設計的工作要求和d?3的長度，由軸承產品目錄中選擇深溝球軸承6910,其尺寸為d×D×B=50×75×12mm,故d??=d?=50mm。由手冊上查得6910型軸承的相關數據，取d??=d?7=80mm。由已計算獲得的數據，確定軸的各段直徑和長度。12345678直徑長度升速小帶輪所受的圓周力(d1為升速小帶輪的分度圓直徑)計算升速小帶輪所受的徑向力6910深溝球軸承